(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
クラッチを有する車両ドライブトレインのためのダンパにおいて、
第１のカバーと、
第２のカバーと、
固有振動数を有する第１の振動経路とが設けられており、該第１の振動経路が、第１の弾性エレメント対の間に配置された第１の慣性エレメントを有しており、前記第１の弾性エレメント対のうちの一方が前記第１のカバーに直接又は間接に結合されており、前記第１の弾性エレメント対のうちの他方が、前記第２のカバーに直接又は間接に結合されており、
固有振動数を有する第２の振動経路が設けられており、該第２の振動経路が、第２の弾性エレメント対の間に配置された第２の慣性エレメントを有しており、前記第２の弾性エレメント対のうちの一方が、前記第１のカバーに直接又は間接に結合されており、前記第２の弾性エレメント対のうちの他方が、前記第２のカバーに直接又は間接に結合されており、
前記第２の振動経路が前記第１の振動経路に対して並列であり、
前記第１の慣性エレメントの質量が、前記第２の慣性エレメントの質量よりも大きく、これにより前記第１の振動経路の固有振動数が、前記第２の振動経路の固有振動数よりも小さいことを特徴とする、車両ドライブトレインのためのダンパ。
【請求項２】
前記第１の弾性エレメント対の組み合わされたばね定数が、前記第２の弾性エレメント対の組み合わされたばね定数よりも小さい、請求項１記載の車両ドライブトレインのためのダンパ。
【請求項３】
前記第１の慣性エレメントと前記第２の慣性エレメントとは、摩擦結合されている、請求項１又は２記載の車両ドライブトレインのためのダンパ。
【請求項４】
前記第１のカバーが、前記車両ドライブトレインのエンジンクランクシャフトに直接又は間接に結合されている、請求項１から３までのいずれか１項記載の車両ドライブトレインのためのダンパ。
【請求項５】
前記第２のカバーが、前記車両ドライブトレインのトランスミッション入力軸に直接又は間接に結合されている、請求項１から４までのいずれか１項記載の車両ドライブトレインのためのダンパ。
【請求項６】
前記第１の慣性エレメントの質量がタービンを含み、該タービンが前記第１の慣性エレメントに固定して取り付けられている、請求項１から５までのいずれか１項記載の車両ドライブトレインのためのダンパ。
【請求項７】
前記第１及び第２の弾性エレメント対の少なくとも一方が、圧縮ばねを含む、請求項１から６までのいずれか１項記載の車両ドライブトレインのためのダンパ。
【請求項８】
前記第１及び第２の弾性エレメント対の少なくとも一方が、ゴムスラッグを含む、請求項１から６までのいずれか１項記載の車両ドライブトレインのためのダンパ。
【請求項９】
前記慣性エレメントのうちの少なくとも一方が、浮動フランジであり、
該浮動フランジは、前記第１の弾性エレメント対における一方の弾性エレメント及び他方の弾性エレメントをねじり接続し、前記第２の弾性エレメント対における一方の弾性エレメント及び他方の弾性エレメントをねじり接続する、請求項１から８までのいずれか１項記載の車両ドライブトレインのためのダンパ。
【請求項１０】
前記第１のカバーが外側ハブであり、前記第２のカバーが内側ハブである、請求項１から９までのいずれか１項記載の車両ドライブトレインのためのダンパ。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両ドライブトレインの分野に関する。より具体的には、本発明は、車両トランスミッションへのエンジン振動の伝達を低減すること、特にトルクコンバータを介したエンジン振動の減衰に関する。
【０００２】
車両の燃費を高めるため、トルクコンバータにおける流体力学的カップリングのための機械的なバイパスを提供するためにクラッチが使用される。トルク増倍がもはや必要とされなくなるやいなや、クラッチは繋がれ、ロックされた状態となる。クラッチが繋がれている間、エンジン振動はクラッチを介してドライブトレインに伝達され、ドライブトレインの構成部材における過剰な摩耗及び乗員の不快感を生じる。伝達されるねじり振動を低減するために、クラッチには、エンジン出力トルクとトランスミッション入力軸との間において、トーショナルアイソレータ若しくはトーショナルダンパが配置されている。トーショナルダンパは、通常、エンジン振動の振幅を低減するための弾性部材として働くばね及び摩擦板の配列を含む。ますます大きな動力を有する今日のエンジンを絶縁するために、多くの複雑なばね配列が設計されている。しかしながら、これらのばね配列は全て、望ましくない振動を生じる又は増大させる付加的な望ましくない共振周波数をもたらす恐れがある。
【０００３】
望ましくない共振周波数の問題は、しばしばトルクコンバータにおいて複数の直列トーショナルアイソレータを使用することによって解決される。この傾向は、燃費向上及びラギング限界（lugging limit）低減のための要求によっても推進される。ねじり絶縁を維持又は改良するために、より低いばね定数が必要とされる。シリンダシャットオフ用途と、エンジンシリンダの数をより少なくするという一般的傾向とは、さらに、より低いばね定数（より大きなアイソレータばね体積）の必要性を増大する。エンベロープ制約により、ばね体積を増大するための最も効率的な方法は、２つの同心状のばねの列を一緒に直列に接続することである（いわゆる直列アイソレータ）。この配列は、トーショナルダンパのために利用可能な典型的なエンベロープのための最大ばね体積を提供する。
【０００４】
この配列は、ばねの外側列と内側列との間のねじり接続として働くための１つ又は２つ以上の板（いわゆる"浮動フランジ"）の使用を必要とする。ところが、浮動フランジの慣性は、あらゆる同心状ばね直列配列にとって顕著なものである。この慣性は、ねじれドライブトレインシステムに付加的な自由度をもたらし、このことは、車両において許容できない振動を生ずる。付加的な自由度を克服する１つの方法は、フランジモードのエネルギを吸収するために同心状ばねパッケージのうちの１つに摩擦パッケージを導入することである。しかしながら、この手段は、ダンパがフランジモード以外の全ての周波数において提供する絶縁を低下させるという明らかな欠点を有する。
【０００５】
従って、トルクコンバータクラッチが車両エンジンと繋がれている時にドライブトレインを通じて伝達される、エンジンにおいて発生された振動の減少に関連する分野において、問題が存在する。
【０００６】
本発明は、広くは、ロックアップクラッチを有するトルクコンバータのためのダブルパスねじれ振動ダンパを含み、アイソレータは第１のフランジと第２のフランジとを有しており、第１のフランジはトルクコンバータのタービンに取り付けられており、ばねの第１の対が設けられており、ばねの第１の対のうちの一方が、トルクコンバータの外側ハブと第１のフランジとの間に延びており、ばねの第１の対のうちの他方が、第１のフランジから出力結合部まで延びており、出力結合部がトランスミッション入力ドライブに作用的に結合されている。本発明は、ばねの第２の対も有しており、ばねの第２の対のうちの一方は、外側ハブと第２のフランジとの間に延びており、ばねの第２の対のうちの他方は、第２のフランジから出力結合部まで延びている。ばねの第１の対は、外側ハブと、ばねの第１の対と、第１のフランジと、出力結合部とを含む第１の振動経路を形成しており、ばねの第２の対は、外側ハブと、ばねの第２の対と、第２のフランジと、出力結合部とを含む第２の振動経路を形成している。好適な実施の形態において、ばねの第１の対のばね定数は、ばねの第２の対のばね定数よりも小さいか又は等しい。より好適な実施の形態において、それぞれの振動経路のばね定数は調節可能である。ある実施の形態においては、外側ハブがトルクコンバータカバーであってよい。
【０００７】
本発明の１つの課題は、トルクコンバータクラッチが繋がれている時にエンジン振動の伝達を低減するための装置を提供することである。
【０００８】
本発明の第２の課題は、エンジンとトランスミッションとの間の振動経路を分割する装置を提供することである。
【０００９】
本発明の第３の課題は、様々な寸法のドライブトレイン構成部材のために調節可能な振動減少装置を提供することである。
【００１０】
本発明の第４の課題は、振動波が経路の端部に到達した時に一方の経路の周波数が他方の経路に対して位相が１８０度ずれているように２つの振動経路が調節可能な振動減少装置を提供することである。
【００１１】
ここで本発明の特性及び作動形態を、添付の図面に関連した発明の以下の詳細な説明においてより詳細に説明する。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】シングルパストーショナル振動ダンパの概略図である。
【図２】１つのフランジがトルクコンバータタービンに取り付けられているシングルパス振動ダンパの概略図である。
【図３】本発明のダブルパストーショナルダンパの概略図である。
【図４】振動経路に沿った振動の振幅の変化を示す、ダブルパスダンパの概略図である。
【図５Ａ】構成部材の構造的関係を示す、本発明のダブルパスダンパの断面図である。
【図５Ｂ】本発明のダブルパスダンパの２つのフランジの側部の斜視図である。
【図６】Ｖ／４−Ｖ／８エンジンのためのダンパ特性をグラフで示す図である。
【図７】異なるばね定数比におけるダブルパスダンパのダンパ効果のグラフである。
【図８】本発明のダブルパスダンパのダンパ効果を従来のダンパと比較したグラフである。
【図９】本発明のダブルパスダンパの択一的な実施の形態を示す概略図である。
【００１３】
まず始めに、それぞれ異なる図面における同じ参照符号は発明の同じ構造的要素を識別するものであることを認識すべきである。また、本発明の属性を明確に描写するために図面の向き、比率、及び角度は常に実寸であるわけでないことも認識すべきである。
【００１４】
本発明は、現時点で好適な実施の形態であると考えられるものに関連して説明されているが、本発明は開示された実施の形態に限定されないことが理解される。本発明は、添付の請求項の思想及び範囲に含まれる様々な変更及び均等の配置を網羅することが意図されている。
【００１５】
図面に注目すると、図１は、従来技術の典型であるシングルパストーショナル振動ダンパ１０の概略図である。エンジン１１は、クラッチ１２及び流体継手１３を介してタービン１４に作用的に結合されている。作用的に結合されるとは、構成部材又は装置が第２の構成部材に直接又は間接に結合され、第２の構成部材を機能させることを意味する。例えば、クラッチ１２及び流体継手１３はエンジン１１をタービン１４に別々に作用的に結合している。なぜならば、両方とも、エンジン（又はエンジンクランクシャフト）の運動をタービン１４に伝達するために作用するからである。外側ばね１５と、浮動フランジ１６と、内側ばね１７とのアセンブリは、アイソレータハブ１８に結合されており、このアイソレータハブ１８は、トランスミッション入力軸１９への出力結合部として作用する。外側ばね１５及び内側ばね１７は反転されてもよく、前述のダンパの様々な実施の形態におけるフランジは、振動経路を形成してよい慣性エレメントの１つの形態であることが認識されるであろう。
【００１６】
図２は、１つのフランジ２６がタービン２４に取り付けられている従来技術において見られる直列ダブルダンパ２０の概略図である。エンジン２１は、クラッチ２２及び流体継手２３を介してハブ２９に取り付けられている。フランジ２６はタービン２４に結合されている。外側ばね２５ａ及び内側ばね２５ｂは、フランジ２６をハブ２９及びアイソレータハブ２７に結合している。図１に示した実施の形態と同様に、アイソレータハブ２７は、トランスミッション入力軸２８への出力結合部として作用する。
【００１７】
図３は、本発明のダブルパストーショナルダンパ３０の概略図である。エンジン３１は、クラッチ３２及び流体継手３３を介して外側ハブ４１に作用的に取り付けられている。ダンパ３０の流体継手３３はエンジン３１からの回転運動をポンプ（図示せず）及び関連するトルクコンバータのタービン３４を介して伝達するのに対し、クラッチ３２はエンジン３１と繋がれている時にこの回転運動を伝達することが公知である。エンジン振動もクラッチ３２を介して伝達される。クラッチ３２は外側ハブ４１に作用的に結合されている。
【００１８】
フランジ３６はタービン３４に取り付けられている。１対のばね３５ａ及び３５ｂはフランジ３６をそれぞれ外側ハブ４１とアイソレータハブ３９とに取り付けている。ばね３５ａ，３５ｂとフランジ３６とは一緒に、外側ハブ４１と絶縁器ハブ３７とを結合する第１の振動経路を形成している。ばね３７ａ及び３７ｂの第２の対はそれぞれフランジ３８を外側ハブ４１及びアイソレータハブ３７に取り付けている。ばね３７ａ，３７ｂとフランジ３８とは一緒に、外側ハブ４１とアイソレータハブ３７とを結合する第２の振動経路を形成している。好適な実施の形態において、第１の振動経路と第２の振動経路とは、実質的に平行である。第１及び第２の振動経路は、外側ハブ４１において始まり、アイソレータハブ３７において終わっている。
【００１９】
図５Ａは、外側ハブ４１と、フランジ３６及び３８と、ばね３５及び３７と、出力結合部３９との構造的関係を示す、ダブルパスダンパ３０の断面図である。図５Ｂは、フランジ３６及び３８の１つの可能な構造の側部の斜視図である。
【００２０】
図７は、振動経路のうちの１つにおいてトルクコンバータタービンをフランジに取り付けずに使用するように適応されたダブルパスダンパ３０の概略図である。クラッチ３２は、エンジン３１へのダンパ３０の作用的結合を提供する。図３に示された実施の形態とは対照的に、トルクコンバータタービンへの取付けではなくフランジ３６ａに質量を負荷することによって上側経路の固有振動数は下側経路の固有振動数よりも低くされている。このような実施の形態は、通常はトルクコンバータを使用しないマニュアルトランスミッションを備えたドライブトレインとともに使用されてよい。さらに、この実施の形態において、第１のカバー４１及び第２のカバー３７は、ばね及びダンパ３０のフランジの側方に位置する又はこれらを包囲するために使用されてよい。
【００２１】
図４は、本発明のダブルパスダンパ３０の概略図である。振動経路Ａは、エンジン及びクラッチ（図４には示されていない）から出力ハブ４１まで延びている。振動経路Ａは、２つの平行な振動経路Ｂ及びＣに分割されており、振動経路Ｂ及びＣはそれぞれ、２つの別個の中間フランジ３６及び３８を有している。付加的な質量、例えばタービン３４の質量はフランジ３６に取り付けられており、このフランジ３６の固有振動数を低下させている。付加的な質量は、慣性エレメント又は経路Ａのフランジ３６の寸法を増大することによって付加されてよい。これは、１つの振動数ではなく、それぞれの振動経路Ｂ及びＣのための２つの別個の固有振動数を提供する。経路Ｂ及びＣにおけるばね定数の配分を決定し、振動経路を形成するために使用される特定の弾性エレメント及び慣性エレメントに基づいて個々にフランジの慣性を調節することによって、これらの２つの別個の固有振動数を、特定のドライブトレインのために選択又は"カスタマイズ"することができる。弾性エレメントの例は、ゴムスラッグ（rubber slug）、圧縮ばね、ダイヤフラムばねと組み合わされたボール傾斜面（ball ramp）を含む。エンジンからの当初シングル振動Ａは、同じ位相と、異なる振幅とを備えながら、それぞれ２つの平行な振動経路Ｂ及びＣに進入する。エンジンスピードランプアップ又は加速の間、周波数（ω）を有するエンジン振動Ａが、固有振動数（ωnt）を有する経路Ｂ（タービン＋フランジ）に到達すると、タービン＋フランジ経路Ｂ2における振動位相のみが、当初の波に対して１８０度ずらされる。第２のフランジ（経路Ｃ）の固有振動数は、経路Ａのための固有振動数よりも著しく高い。従って、振動の波は、位相のシフトを生ずることなく振動経路Ｃに沿って通過し続ける。経路Ｂ及びＣの周波数は、特定の振動経路のために選択された特定の構成部材に基づいて決定することができるので、２つの振動波Ｂ2及びＣが互いに１８０度位相がずれた状態で出力ハブ３９に到達するように調節することができ、振動の消滅又は低減効果を提供する。言い換えれば、タービン＋フランジ経路Ｂ2が、当初経路Ｃに対して１８０度位相がずれた状態で共振し始めると、これは、質量アブソーバのように働く。これは、著しく小さい振幅を有する出力振動Ｄを生ずる。
【００２２】
直列ねじれアイソレータにおける浮動フランジの慣性は、図１に示されたようなあらゆる同心ばね直列配置にとっては顕著である。この慣性は、ねじれドライブトレインシステムに付加的な自由度をもたらす（フランジモード）。ばね定数及びフランジ慣性は、フランジ・ばねアセンブリの設計要求によって支配され、フランジ自体の固有振動数を調節することはできない。それぞれ２つの別個の直列ばね配列３５及び３７を備えた２つの平行な振動経路Ｂ及びＣを備えたダブルパスダンパ３０の構成は、１つではなく２つの固有振動数を備える２つの個々のフランジ３６及び３８を提供する。平行な構成における有効ばね定数（Ｋ）は、Ｋ＝Ｋ1＋Ｋ2であるので、これらの２つの経路の間でばね定数を可変に分配することによって、一方の経路はより柔軟に、他方の経路はより堅くなる。より柔軟なばね定数を備えるフランジ（フランジ３６）は、より低い固有振動数を有するのに対し、より堅いばね定数を備えるフランジ３８は、１つの振動経路を有するアイソレータの固有振動数よりも高い固有振動数を有する。さらに、より多くの慣性がフランジ３６に付加されると、フランジ３６の固有振動数はさらに減少する。トルクコンバータにおけるタービンは、クラッチがエンジンにロックされているときに加速又はランプアップ機能を有さないので、タービン３４がフランジ３６に取り付けられている時にはタービン３４の慣性をフランジ３６の慣性に付加することができ、これは、フランジ３６の固有振動数をさらに低下させる（取り付けられたタービンの概略的な構成について図３及び図４参照）。図８は、従来の直列タービンダンパ（ＳＴＤ１０）（図１参照）と、従来の直列ダブルダンパ（ＳＤＤ２０）（図２参照）と、本発明の可変配分ばね定数を備えるダブルパスダンパ（ＤＰＤ３０）（図３参照）との比較のグラフを示している。
【００２３】
作動停止システムを備えるエンジン（Ｖ４−Ｖ８−４つのシリンダがアイドリングの時にシャットダウンされる）の場合、図６のような特性を備える直列ダンパが必要とされる。図６は、Ｖ／４−Ｖ／８エンジンのためのダンパ特性をグラフで示している。Ｖ４モードの間、エンジンは第１段階で作動し、Ｖ８モードの間エンジンは第２段階で作動する。慣用の直列ダンパ（図１）の場合、第１段階のためには１８．２５Ｎｍ／°のばね定数が、また、第２段階のためには５３．６９Ｎｍ／°のばね定数が必要とされる。示された結果は、最悪のケースであるＶ４モードの場合、タービン慣性＝０．０３ｋｇｍ2／ｒａｄ、浮動フランジ慣性＝０．０１３５ｋｇｍ2／ｒａｄ、絶縁器ハブ慣性＝０．００２ｋｇｍ2／ｒａｄである。
【００２４】
２つの慣用のダンパのためのシミュレーション結果が図８に示されている。直列ダブルダンパ２０は、約１５００ｒｐｍにおいてダンパモードを有しており、直列タービンダンパ１０は、約２５００ｒｐｍにおいて内側フランジモードを有している。Ｖ８モードにおいて、ＳＤＤ２０におけるタービンモードは、約７５０ｒｐｍであり、ＳＴＤ１０における内側フランジモードは、約１２５０ｒｐｍである。従って、従来の両直列ダンパは、車両の複数の形式のための通常運転条件の範囲であるＶ８又はＶ４モードにおける約１２００〜１５００ｒｐｍにおける共振モードを有している。設計制限により、これらの共振周波数は、より低い臨界領域へシフトさせることができない。しかしながら、振動経路が２つの平行な経路に沿って分割され、浮動フランジ慣性を半分に分割し（０．０１３５／２）、ＤＰＤ３０（図３）におけるようにタービン質量をフランジのうちの１つに取り付けるならば、２つの別個の固有振動数が形成される。ダンパ特性を当初の設計と同じに保つことが好適であるので、ばね定数は２つの異なる経路に分配される。様々な異なる形態が、最適なばね定数を決定するために使用された。５０／５０ばね定数分配は、ばね定数が、経路Ｂのために５０％、経路Ｃのために５０％であることを意味する（図７ライン２）。ダンパ特性は変化しない。ばね定数は、経路Ｂ（タービン質量を備える）のために３０％、経路Ｃのために７０％に変更されると、図７のライン３の結果が見られる。様々なばね定数のためのシミュレーションを行うことにより、それぞれの設計のために最適なばね定数を決定することができることが分かった。この実施の形態においては、経路Ｂのための２４％と経路Ｃのための７６％との比が、図７のライン４に示されているように、最良の結果を有している。ばね定数がさらに、経路Ｂのために２０％、経路Ｃのために８０％に減少させられると、動力伝達経路モード（振動）は、約８００ｒｐｍにおいて戻る（図７ライン５）。従って、ＤＰＤ３０の２つの振動経路のばね定数を調節することにより、通常運転モードの間に通常存在する振動は、車両動力伝達経路から低減又は排除することができる。
【００２５】
幾つかの実施の形態において、フランジ３８の固有振動数が無限に近付く場合、フランジ３６の慣性はゼロに近づいてよい。必要であれば、フランジ３８の固有振動数を減衰するためにフランジ３６とフランジ３８との間の内部に、少量の摩擦４２を付加することができる。フランジは小さな慣性と高い周波数とを有しているので、共振を排除するために少量の摩擦４２を必要とする。さらに、付加された摩擦が単に内部フランジの間にあるならば、この摩擦は、他の周波数におけるフランジの品質を低減しない。
【００２６】
このように、本発明の課題は効率的に達成されることが分かるが、請求の範囲に記載された発明の思想及び範囲から逸脱しない発明に対する変更が、当業者には容易に明らかとなるであろう。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５Ａ】
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【図５Ｂ】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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